Назначение передаточных чисел

2.2 Назначение передаточных чисел

По формуле 5.1 приложения [1] определим общее передаточное число двигателя:

u_общ=n_дв/n_с;

u_общ=22.25 /60=12;

Уточняем передаточное число цепной передачи:

U_ц.п.= u_общ/u_ред.;

U_ц.п.=12/4=3;

Тогда получаем:

передаточное число редуктора равно, =4,

передаточное число ременной передачи, u_.ц.п.= 3;

Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода

2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Ротор электродвигателя:

P₂=P_тр.=2.33 кВт;

n₁=n_дв=722.25 об/мин;

ω₁=π n₁/30=(3.14*722.25)/30=75.6 с^-1;

Т₁=Р₁/ ω₁=2.33*10³/75.6=30.82 Нм;

Быстроходный вал:

Р₂=Р₁**=2.33*0.93*0.99=2.15 кВт;

n₂=n₁/u_ц.п=722.25 /3=240.75 об/мин;

ω₂=π*n₂/30=3.14*240.75/30=25.2 с^-1;

Т₂=Р₂/ ω₂=2.15*10³/25.2=85.32 Нм;

Тихоходный вал:

Р₃=Р₂**=2.15*0.99*0.97=2.06 кВт;

n₃=n₂/ u_ред =240.75/4=60 об/мин;

ω₃=π* n₃/30=3.14*60/30=6.3 с^-1;

Т₃=Р₃/ ω₃=2.06*10³/6.3=327 Нм;

Вал рабочего органа:

Р₄=Р₃*=2.06*0.98=2 кВт;

Т₄=Р₄/ ω₃=2*10³/6.3=320 Нм;

 

3. Расчет передач привода

 

3.1 Расчет зубчатой передачи

Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемых напряжений зубчатых колес

В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначают больше твердости колеса НВ₂.

В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с косыми зубьями выбираем сталь марки 40ХН, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса – НВ 250, для шестерни – НВ 295 [3].

Допускаемые контактные напряжения, МПа:

,

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл. 3.2 [1]

 МПа;

 МПа;

 – коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации

=,

где

N_HO=15*10⁶ – для шестерни;

N_HO=24*10⁶ – для колеса;

N_HE1=60*n₂*t=60*240.75*10⁴=144.5*10⁶ – для шестерни;

N_HE2=60*n₃*t=60*60*10⁴=36*10⁶ – для колеса;

==0.89 – для шестерни;

==0.98 – для колеса;

 – коэффициент безопасности, примем =1,1.

 МПа;

 МПа;

Общее допускаемое контактное напряжение равно:

МПа;

Проектный расчет зубчатой передачи. Межосевое расстояние определяем по формуле 9.39[1], мм.:

;

где ; ; ;

148 мм;

По таблице 9.2[1] уточняем 160 мм;

Определяем модуль по таблице 9.1[1]:

m_n=(0.01…0.02)*= 0.02 * 160 = 3.2

по таблице m_n=3;

Определяем ширину колеса и шестерни:

мм – для колеса;

мм – для шестерни;

Определяем угол наклона:

Sin(β)=π*m_n/b₁=3.14*3/64=0.147;

β=arcsin(0.147)=8⁰;

Определяем общее число зубьев, шестерни и колеса:

Z_сум =2**cos(β)/ m_n =2*160*cos(8⁰)/3=105;

Z₁= Z_сум /(u_ред+1)=105/(4+1)=21;

Z₂= Z_сум - Z₁=105-21=84;

Уточняем фактическое передаточное число:

u_ф.=Z₂/ Z₁=84/21=4;

Δ=(u- u_ф.)/ u_ф.*100%=(4-4)/4*100%=0%;

Уточняем cos(β):

cos(β)=( Z₁+ Z₂)* m_n /2*=(105*3)/2*160=0.99375;

Определяем диаметры колеса и шестерни по формуле 9.6[1]:

d₁= m_n * Z₁/ cos(β)=3*21/0.99375=64 мм – для шестерни;

d₂= m_n * Z₂/ cos(β)= 3*84/0.99375=256 мм – для колеса;

Проверим межосевое расстояние стр.146[1]:

=( d₁+d₂)/2=(64+256)/2=159.5 мм;

Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:

Шестерня:

d_выс= d₁+2* m_n=64+3*2=70 мм;

d_вп= d₁-2.5* m_n=64-3*2.5=56.5 мм;

Колесо:

d_выс=d₂+2* m_n=256+3*2=262 мм;

d_вп=d₂-2.5* m_n=256-3*2.5=248.5 мм;

Определим силы в зацеплении:

F_t1=2*T₂/d₁=2*85.32/64=2.6 кН;

F_t2=2*T₃/d₂=2*327/256=2.6 кН;

F_r1= F_t1*tg(α)/cos(β)=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_r2= F_t2*tg(α)/cos(β)=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_a1= F_t1*tg(β)= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

F_a2= F_t2*tg(β)= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:

Тогда:

 м/с;

 м/с;

S=9;

Проверочный расчет по формуле 9.42[1]:

 ;

275

1.88*cos(β)=1.88*cos(8⁰)=1.74;

ε_a=(1.88-3.2(1/z₁+1/z₂))cos(β);

ε_a=(1.88-3.2(1/21+1/84)) cos(8⁰)=1.68;

;

Коэффициенты , ,  определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:

=1.11;

=1.026;

=1.25;

K_H=1.11*1.026*1.25=1.41075;

 МПа;

Определяем погрешность:

Δ=

Расчет зубьев при изгибе по формуле 9.44[1]:

 ;

Y_F1 и Y_F2 зависят от z_υ=z/ cos³(β):

z_υ1=z₁/cos³(β)=21/ cos³(8⁰)=21.62;

z_υ2=z₂/cos³(β)=84/ cos³(8⁰)=87;

Тогда по таблице 9.10[1] Y_F1 и Y_F2 соответственно равны:

Y_F1=4.09;

Y_F2=3.61;

Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:

;

Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:

HB;

HB;

, ,  определяем по [1] стр.152

=1;

=1.5;

=1.8;

 МПа;

 МПа;

Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:

Расчет ведем по меньшей из величин

так как  меньше то расчет ведем по шестерне, тогда

 ;

;

;

;

;

;

МПа;

 ;